Ескізна компоновка редуктора

В назві даного етапу конструювання редуктора наявне слово “ескіз”, яке немає нічого спільного з кресленнями, що називають ескізами та виконують від руки без креслярських інструментів і без дотримання стандартних масштабів (в окомірному масштабі з дотриманням пропорцій частин виробу на око).

Ескізним назвали компоновку, щоб відрізнити її від робочої компоновки редуктора.

Метою ескізної компоновки редуктора є визначення місць розташування ступенів передачі, відстаней між опорами валів, визначення геометричних параметрів, що необхідні для наступного розрахунку валів на статичну міцність і необхідних розмірів корпусних частин редуктора та інших його елементів.

Робоче компонування виконується після встановлення конструктивної форми й основних розмірів зубчастих коліс і шестерень, тобто після виконання перевірочного розрахунку передач, а також після визначення відносного розташування деталей редуктора. При цьому завершується детальна конструктивна розробка складальних одиниць – валів у з’єднанні з зубчастими колесами і підшипниками, яка є основною метою робочого компонування редуктора. На підставі компонування виконується перевірочний розрахунок усіх деталей.

Таким чином, ескізна компоновка виражає лише основну конструктивну ідею пристрою, остаточна компоновка розкриває цю ідею більш повно.

Компонування редуктора виконують гостро заточеним олівцем за допомогою креслярських інструментів за вимогами стандартів ЄСКД на міліметровому папері в масштабі 1:1, якщо це дозволяють розміри редуктора (це допомагає легше скласти уявлення про розміри деталей редуктора). Всі побудови виконують спрощено без зайвих конструктивних подробиць як, наприклад, показано на рисунку 6 для двоступеневого редуктора.

Ескізне компонування простих за компоновкою редукторів, як правило, обмежують однією проекцією, для більш складних, наприклад, черв'ячно-циліндричних, компонування повинне містити дві проекції, тому що тільки в цьому випадку можна визначити відстань між віссю черв'ячної та наступної зубчастої передачі.

Рисунок 6 – Ескізне компонування двоступеневого циліндричного редуктора

 

 

На рисунку 7 наведена частина ескізного компонування одноступеневого циліндричного редуктора і вказані геометричні розміру валу.

Підшипникові опори прийняті із застосуванням врізаних (закладних) кришок.

Закладні кришки широко застосовують в редукторах, що мають площину роз'єму корпусу по осях валів. Ці кришки не вимагають спеціального кріплення до корпусу різьбовими деталями. Вони утримуються кільцевим виступом, для якого в корпусі редуктора проточують канавку.

 

Рисунок 7 – Ескіз вала шестерні редуктора в складеному вигляді 1 – корпус, 2 – вал; 3 – підшипник; 4 – врізана кришка; 5 – ущільнення

 

Із рисунка 7 наочно видно, що крім раніше визначених розмірів кінця тихохідного валу d₁ = 40 мм і ₁ = 50 мм інші розміри ступенів цього валувизначають з конструктивних міркувань, а саме:

 

де - внутрішній діаметр підшипника котіння (№ 309);

₂ = h + 3 мм + В = 14 + 3 + 25 = 42 мм,

де h - товщина врізаної (закладної) кришки,

В - ширина підшипника котіння № 309;

,

₃ приймаємо з урахуванням зазору між торцем шестерні і корпусом редуктора, бо товщина вінця шестерні більша за товщину вінця колеса.

 

Вибір і розрахунок шпонок

 

 

Для з’єднання двох співвісних деталей – вала і маточини (втулки) використовують шпонку як спеціальну деталь, яка закладається у пази з’єднуваних елементів (рисунок 8). Шпонки таким чином перешкоджають відносному повороту або зсуву деталей та служать для передачі обертового моменту від вала до маточини (зубчастого колеса, шківа, муфти тощо) або, навпаки, від маточини до вала. До таких шпонок відносяться призматичні і сегментні (рисунок 9).

Іноді окрім передачі обертового моменту шпонки фіксують насаджені на вал маточини в осьовому напрямку (так звані клинові шпонки).

Рисунок 8 – З’єднання вала з маточиною зубчастого колеса за допомогою призматичної шпонки

 

а) б) в) Рисунок 9 – Конструктивні різновиди шпонок а) призматичні, б) сегментні, в) клинові

 

Призматичні і сегментні шпонки є ненапруженими, а клинові – напруженими.

У індивідуальному і мілкосерійному виробництвах використо-вують в основному ненапружені призматичні шпонки. Їх виготовляють із чистотягненої сталі (найчастіше із сталі 45).

Довжину призматичної шпонки вибирають із стандартного ряду R_a 40 (див. таблицю 10) таким чином, щоб вона була менше довжини маточини закріплюваної на валу деталі на 5 ¸ 10 мм (рисунок 10).

Переріз шпонки (b x h) вибирають за таблицями ГОСТу в залежності від діаметра вала (рисунок 10; таблиця 13).

Рисунок 10 – З’єднання маточини колеса з валом за допомогою призматичної шпонки

Таблиця 13 – Шпонки призматичні за ГОСТ 23360-78

Розміри в міліметрах

Діаметр вала d	Переріз шпонки b х h	Глибина паза	Довжина шпонки
вал t	втулка t1
10-12	4 х 4	2,5	1,8	8 – 45
12-17	5 х 5		2,3	10 – 56
17-22	6 х 6	3,5	2,8	14 – 70
22-30	8 х 7		3,3	18 - 90
30-38	10 х 8		3,3	22 – 110
38-44	12 х 8		3,3	28 - 140
44-50	14 х 9	5,5	3,8	36 – 160
50-58	16 х 10		4,3	45 – 226
58-65	18 х 11		4,4	50 – 180
Довжину шпонки l у зазначенихмежах вибирати з ряду: 6; 8; 10; 12; 14, 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 320; 360; 400; 450; 500. Довжина шпонки повинна бути на декілька міліметрів менше за довжину маточини.

Зведемо вибрані розміри призматичних шпонок для валів редуктора і відкритої передачі у таблицю 14.

 

Таблиця 14 – Розміри призматичної шпонки для тихохідного валу редуктора

Позначення	Розмір, мм	Довжина кінця вала, мм	Розміри шпонки x b x h, мм
d1Т			45 x 12 x 8

 

Перевірковий розрахунок призматичних шпонок виконують на зминання робочих бокових поверхонь шпонок, які сприймають навантаження.

 

Принагідно зауважити, що у стандартних шпонках розміри b та h підібрані так, що навантаження з’єднання обмежують не напруги зрізу, а напруги зминання, і лише для дуже відповідальних з’єднань перевірковий розрахунок слід виконати на напругу зрізу.

Отже, оскільки призматичні і сегментні шпонкові з’єднання стандартизовані, а вибір шпонки здійснюється за стандартною методикою, то розрахунок з’єднань переважно виконують як перевірковий.

Умова міцності шпонок на зминання має вигляд:

(7)

де F_t – колова сила; (M – крутний момент; d - діаметр

вала);

S_зм – площа поверхні зминання (рисунок 18).

( _р – робоча довжина шпонки; t₂ = 0,4× h – глибина врізу шпонки у маточину).

– допускна напруга зминання; якщо шпонки виготовлені з чистотягненої сталі, то приймається = 80 ¸ 150 МПа (менші значення для маточини з чавуну та алюмінієвих стопів).

	У редукторобудуванні для шпонок зі сталі 45 приймають: а) = 50 ¸ 70 МПа при неперервному використанні ре-дукторів з повним наванта-женням; б) 130 ¸ 188 МПа – при середньому режимі використан-ня редукторів; в) 260 МПа – при граничних статичних навантаженнях.
Рисунок 11 – Розрахункова схема з’єднань призматичною шпонкою

 

Приймаємо допускну напругу зминання призматичних шпонок = 130¸188 МПа – при середньому режимі використання редукторів.

Розрахунки дійсної напруги зминання призматичних шпонок на валах редуктора і відкритої передачі зведемо у таблицю 15.

 

Таблиця 15 - Розрахунки дійсної напруги зминання шпонки на веденому валі редуктора

 

Крутний момент M, Н×м	Діаметр валу, d, мм	Колова сила,	Sзм, мм^2	sзм, Н/мм^2
184,37		9218,5		64,02

 

Як наочно видно з таблиці 15 умова міцності (7) забезпечується.

 

Вибір підшипників котіння

 

Основні вимоги, що визначають тип підшипників, залежать від багатьох умов і вимог, пропонованих до проектованої підшипникової складальної одиниці. Принциповий вплив на вибір мають:

- значення і напрямки навантаги (осьова А, радіальна R чи комбінована A, R);

- яке кільце рухоме (зовнішнє, внутрішнє);

- частота обертання кільця, що рухається, n;

- очікувана довговічність Lе;

- умови навколишнього середовища (температура, забруднення, вологість, кислотність тощо);

- особливі вимоги до підшипникової складальної одиниці (саморегулювання, регулювання в осьовому напрямку тощо).

Рисунок 12 – кульковий радіальний однорядний підшипник. Сприймає радіальну R і невелику осьову A навантагу (до 0,7 від невикористованої радіальної), здатний фіксувати вал в осьовому напрямку, дозволяє взаємний перекіс кілець

 

На рисунку 12 наведена скорочена характеристика кулькового радіального однорядного підшипника, що обраний до використання у розрахунковому редукторі і широко використовується у складальних одиницях машин і механізмів загального машинобудування та у помірковано навантажених опорах швидкохідних валів через дешевину.

Тип підшипника вибирають залежно від характеру сприйманих навантаг (радіальних, осьових). У циліндричній прямозубій передачі виникає тільки радіальна навантага F_r2, яка визначається згідно залежності:

де a = 20^о – кут зачеплення.

Радіальну навантагу як показано на рисунку 12 сприймають кулькові підшипники однорядні (легкої, середньої і важкої серій).

Раніше при виконанні перевіркових розрахунків зубчастих передач були визначені колові сили, що діють у зубчастій передачі (таблиця 9):

,

При цьому радіальна навантага становить:

 

Типорозмір підшипника вибирають за величиною діаметра d внутрішнього його кільця, що встановлюється на вал (як правило, нерухомо).

Для тихохідного валу редуктора маємо:

d_2Т = 45 мм, вибираємо (див. таблицю 11) підшипник котіння № 309 середньої серії з розмірами d x D x B = 45 х 100 х 25, динамічна вантажність С = 52,7 кН.

 

Перевірковий розрахунок підшипника, що попередньо вибраний за діаметром внутрішнього кільця.

Придатність підшипників визначається відповідністю розра-хункової динамічної вантажності С_р з базовою С = 52,7 кН за умовою:

С_р £ С. (8)

 

Базова динамічна вантажність підшипника для зубчастих передач – це постійна радіальна навантага, яку підшипник може сприймати при базовій довговічності і частоті обертання внутрішнього кільця n = 10 хв^-1.

Розрахункову динамічну вантажність кулькового підшипника визначають за формулою:

(9)

де w, с^-1 - кутова швидкість обертання вала, що опирається на

підшипник; w = 26,17 с^-1;

L_h = 10⁵ – потрібний ресурс підшипника, млн. обертів;

- еквівалентна динамічна вантажність для радіальних кулькових і радіально-упорних підшипників – це таке постійне радіальне навантаження, яке при дії його на підшипник з внутрішнім кільцем, що обертається, і нерухомим зовнішнім забезпечує такий же термін служби, як і за дійсних умов навантаження і обертання.

, (10)

де Х– коефіцієнт радіальної навантаги, для радіального підшипника

Х = 0,6;

V – коефіцієнт обертання; при обертанні внутрішнього кільця підшипника V = 1,0;

k_s - коефіцієнт безпеки; для спокійного навантаження k_s = 1,0;

k_t – температурний коефіцієнт, значення якого залежать від температури підшипника, k_t = 1,0;

R_r – радіальна навантага.

З урахуванням вказаних коефіцієнтів залежність (10) буде мати вигляд:

.

Значення еквівалентної динамічної вантажності для підшипників тихохідного валу редуктора буде:

 

F_t2 = 9218,5 Н;

 

Тоді, підставив дані до виразу (9), отримаємо:

 

 

Таким чином, умова (8) виконана і прийняті до встановлення підшипники придатні до експлуатації.